Расчет параметров рабочего процесса и выбор элементов конструкции тепловозного дизеля (стр. 4 )

В двухтактных двигателях с противоположно-движущимися поршнями (ПДП) величина l может быть уменьшена до 0,18.

Исходными данными и уравнениями при расчете сил являются силы воздействия избыточного давления газа на поршень:

, Н (58)

где FП - площадь поршня, м2;

Рц, Р0 - давление рабочего тела в цилиндре и барометрическое давление, Па.

Силы инерции поступательно-движущихся масс поршня и шатуна вдоль оси цилиндра определяются по формуле:

, Н (59)

где mпд - масса поступательно-движущихся частей, кг;

а - ускорение поршня, м/с2;

w - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.

В соответствии с условиями работы и характеристикой дизеля студент выбирает материал поршня и по табл. 6 удельную величину массы поступательно-движущихся частей КШМ.

("23") Таблица 6.

Тип двигателя	Поршень	mуд, кг/м2
	Из легких сплавов	1000 ¸ 1200
Средней быстроходности	Составной	1700
	Чугунный	1600 ¸ 2000
	Из легких сплавов	700 ¸ 900
Быстроходный	Составной	1000 ¸ 1200
	Чугунный	1300 ¸ 1500

Соответственно масса поступательно-движущихся частей КШМ будет:

, кг

Суммарная сила, действующая на палец вдоль оси цилиндра, рассчитывается по формуле:

, Н (60)

("24") Нормальная составляющая от разложения силы РS направлена перпендикулярно к оси цилиндра и определяется по формуле:

Н (61)

Аналогичным образом находятся силы:

, Н (62)

, Н (63)

и сила, действующая по кривошипу:

, Н (64)

Для расчета сил по формулам угол b определяется приблизительно:

, (65)

Уравнения (58 – 65) включаются в блоки 3, 8 и 13 программы расчета индикаторной диаграммы, приведенной в разделе 3.

В блоках 4, 9 и 14 величины сил выводятся на печать.

Результаты расчетов на ЭВМ включаются в пояснительную записку в качестве приложения. По результатам расчетов строятся диаграммы сил, действующих в КШМ (см. рис.6 и 7).

5. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ ДИЗЕЛЯ

Приближенный расчет выполняется с целью определения геометрических размеров основных деталей КШМ: коленчатого вала, поршня, шатуна. Перед расчетом студентом выбирается и дается обоснование конструкции указанных узлов КШМ, применяемых материалов.

Основные размеры коленчатого вала, поршня и шатуна определяются по условиям достаточной прочности и долговечности.

5.1. Коленчатый вал

Коленчатые валы тепловозных дизелей выполняют стальными (коваными или штампованными) (см. рис.9) или чугунными (литыми) (см. рис.10). Отечественные тепловозные дизели выполняются главным образом с чугунными литыми (Д100, 11Д45, Д70) и коваными стальными (Д49, Д50, 1Д12) коленчатыми валами.

Надежность коленчатого вала во многом зависит от рационального выбора его размеров и конструктивных форм, от характера его напряженного состояния, от усталостной прочности и сохранения исходного запаса прочности в процессе эксплуатации. При проектировании коленчатого вала необходимо стремиться к уменьшению его массы при одновременном обеспечении требуемой жесткости.

Особое внимание уделяется точности и чистоте обработки валов. Кроме того коленчатые валы быстроходных двигателей подвергают балансировке.

("25") Ориентировочные размеры стальных и чугунных коленчатых валов определяются из соотношений, представленных в табл.7.

Таблица 7.

Элементы конструкции	Материал вала
коленчатого вала	Сталь	Чугун
Диаметр коренной шейки (dк), мм	(0,6¸1,0)Dц	(0,85¸1,1)Dц
Диаметр отверстия в коренной шейке (dок), мм	(0,45¸0,6)dк	(0,45¸0,55)dк
Диаметр шатунной шейки (dш), мм	(0,6¸0,85)Dц	(0,7¸0,85)Dц
Диаметр отверстия в шатунной шейке (dош), мм	(0,45¸0,6)dш	(0,25¸0,3)dш
Длина коренной шейки (lк), мм	(0,5¸0,7)dк	(0,3¸0,48)dк
Длина шатунной шейки (lш), мм	(0,65¸0,85)dш	(0,55¸0,75)dш
Толщина щек (вк), мм	(0,15¸0,4)Dц	(0,2¸0,35)Dц
Ширина щек (в), мм	(0,9¸1,5)Dц	(0,8¸1,7)Dц
Радиус галтели (r), мм	(0,05¸0,08)Dц	(0,06¸0,07)Dц
Расстояние между осями цилиндров (i), мм	(1,35¸1,8)Dц	(1,35¸1,8)Dц

("26") Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяют на величины допускаемых удельных давлений и окружных скоростей vср. Эти величины определяют условия работы подшипников и сроки их службы. При высоких удельных давлениях и окружных скоростях может происходить выдавливание масляного слоя, разрушение антифрикционного слоя подшипника и ускоренный износ шеек вала.

Максимальные удельные давления на подшипники рассчитываются:

для коренной шейки , Н/м2 ; для шатунной шейки , Н/м2

где g - коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на коренную шейку за счёт соседних цилиндров:

g = 1,1 - 1,25 - для 4-х тактных двигателей;

g = 1,2 - 1,5 - для 2-х тактных двигателей;

РZ - максимальная сила от давления газа, действующая в цилиндре;

К’max £ МПа - для высокооборотных и средней оборотности двигателей;

К’max £ МПа - для V-образных форсированных двигателей.

Средние окружные скорости скольжения шеек:

, м/с

где d - диаметр коренной и шатунной шейки, м.

Для тепловозных дизелей vср = 6,0 ¸ 10 м/с.

Литые коленчатые валы дизелей изготавливаются из высокопрочных чугунов с шаровидным графитом, модифицированные ферродобавками с временным сопротивлением на разрыв металла не менее 5,0 МПа. Применяются также жаропрочные чугуны с повышенными механическими свойствами. Например, чугуны марок ВЧ60-2 и ВЧ50-2 позволяют применять поверхностное азотирование. В любом случае необходимо помнить, что снизить нагрузку на подшипники шатунной шейки коленчатого вала можно двумя путями: увеличивая диаметр шейки, или ее длину.

5.2. Поршни

У современных форсированных тепловозных дизелей поршневая мощность достигает значений 55 кВт/ дм2 при Рz=1МПа. Это приводит к существенному росту термических и механических нагрузок на поршни. Поэтому, как правило, поршни 2-х тактных, а также форсированных 4-х тактных дизелей выполняются охлаждаемыми.

Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, сталь. Чаще всего поршни изготавливают из чугуна и алюминиевых сплавов.

В зависимости от типа двигателя ориентировочно принимаются основные размеры поршня и составляется его эскиз. Для 4-х тактных дизелей “длинные” поршни (см. рис.11) принимаются при средней быстроходности и рядном расположении цилиндров. “Короткие” поршни (см. рис. 12) преимущественно применяются в высокооборотных дизелях с V-образным расположением цилиндров.

("27") Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и колец определяются из соотношений, представленных в табл. 8.

Таблица 8.

Параметры	Значения для дизелей
Диаметр поршня (DП), мм	П. п. 1.1. и 1.2.
Толщина днища поршня (d), мм: охлаждаемого неохлаждаемого	(0,08 - 0,2)Dц (0,04 - 0,08)Dц
Расстояние от кромки поршня до первого кольца (е), мм	(1,0 - 3,0)d
Толщина цилиндрической стенки (m), мм	(0,05 - 0,08)Dц
Длина поршня (H), мм	(1,5 - 2,0)Dц
Расстояние от оси пальца до нижней кромки, мм	(0,8 - 1,2)Dц
Диаметр пальца (dП), мм	(0,35 - 0,5)Dц
Длина пальца (lП), мм: закрепленного плавающего	(0,88 - 0,93)Dц (0,8 - 0,87)Dц
Диаметр внутреннего отверстия пальца (dПВ), мм	(0,4 - 0,7)dп
Число компрессионных колец	(5 - 7)
Толщина кольца (радиальная) (t), мм	(1,25 - 1,35)Dц
Высота кольца (а), мм	(0,5 - 1,0)t
Число маслосъемных колец	(1 - 4)
Высота перемычки между канавками в поршне, мм	(1,0 - 1,3)а

("28") Высота поршня Н проверяется по удельному давлению на стенку поршня:

,

где N max - максимальная сила бокового давленая на стенку поршня цилиндра, МН;

Н - длина тронковой части поршня (за вычетом ширины колец).

Для чугунных неохлаждаемых поршней Кmax = 0,35 - 0,45, МПа, для чугунных охлаждаемых - 0,55 - 0,65, а для алюминиевых - 0,8 - 1,0, МПа. Для некоторых форсированных дизелей значение Кmax может быть повышено до 1,1 МПа.

5.3. Шатун

В зависимости от типа двигателя выбирается конструкция шатуна и принимаются его ориентировочные размеры.

Размеры нижней головки шатуна следует согласовать с размерами шатунной шейки коленчатого вала, а верхней – с размерами поршневого пальца и расстоянием между внутренними гранями бобышек поршня.

В зависимости от типа двигателей по литературным данным [1, 2] выбирается конструкция шатуна (см. риси принимаются его ориентировочные размеры. При этом расчёт выполняется при выбранном значении l - (отношение радиуса кривошипа R, к длине шатуна L), связанного с величиной силы N и габаритными размерами двигателя.

Ориентировочная длина втулки верхней головки шатуна lш рассчитывается из соотношения:

для закреплённого в бобышках поршневого пальца:

, м;

для плавающего поршневого пальца:

, м;

Проверочный расчёт на прочность производился, как правило, для стержня шатуна из условия деформации его от действия максимальной величины силы К:

, МПа,

где Fст = 0,06 - 0,12 - средняя площадь поперечного сечения стержня, м.

[sсж] £МПа - для углеродистых сталей и

[sсж] £ МПа – для легированных сталей.

("29") Ориентировочные размеры шатунов определяются из соотношений, представленных в табл. 9.

Таблица 9.

	Значения для дизелей
Параметры	Рядный	V-образный
		Главный	Прицепной
Отношение L/R	3,5 ¸ 5	3,5 ¸ 4,5	2,5 ¸ 3
Диаметр пальца, dп	(0,4-0,45)D	(0,4-0,45)D	(0,4-0,45)D
Диаметр головки, dг	(1,5-1,7)dп	(1,4-1,5)dп	(1,4-1,5)dп
Диаметр шейки, dш	(0,6-0,8)D	(0,6-0,8)D
Толщина вкладыша Sв (dв для прицепного), мм	1 - 4	1 - 4	(0,07-0,12)dп
Толщина вкладыша, Sм (dп для прицепного),		(0,02-0,03)D	(0,06-0,08)dп
Ширина шатуна, l1: при двух болтах при четырех болтах	(1,5 - 1,6)dш (1,3 - 1,4)dш		(0,9-1,2)dп
Расстояние между шатунными болтами, l2: при двух болтах при четырех болтах	(1,2-1,25)dш (1,13-1,2)dш	(1,15-1,2)dш (1,15-1,2)dш
Ширина нижней головки, в (l2 для прицепного)	(0,8 - 1,5)dш	(0,7-0,9)dш	(0,7-0,9)dп
Толщина крышки, h1	(0,5-0,65)dш	(0,25-0,3)dш
Толщина нижней головки, h2	(0,55-0,65)dш
Диаметр отверстия под палец прицепного шатуна, d (d1 для прицепного)		(0,85-0,9)dп	(0,85-0,9)dп
Диаметр отверстия под вкладыш, dш+2Sм (d2 для прицепного)	(0,6-0,8)D+ 2(0,03-0,07)D	(0,6-0,8)D+ 2(0,02-0,03)D	(0,6-0,8)D+ 2(0,06-0,08)D
Наружная ширина прицепной проушины, в1, мм		в - 2мм
Внутренняя ширина прицепной проушины, в2		0,6.в1

("30") 5.4. Втулка цилиндра

Конструкция цилиндровых втулок некоторых тепловозных дизелей приведена на рис.16. Конструктивные соотношения в данных методических указаниях не рассматриваются.

6. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ

Построение векторной диаграммы производится для оценки величины и направления силы, действующей на шейку кривошипа при каждом его положении, а также ее максимального и среднего значений. У однорядного двигателя на шатунную шейку действуют тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная сила СШВ от вращающейся массы шатуна (см. рис. 5).

Сила СШВ постоянна по величине и направлению действия по отношению к шатунной шейке и при заданной угловой скорости коленчатого вала определяется по формуле:

, Н (66)

где МШВ - масса шатуна, участвующая во вращательном движении. Принимают МШВ = МП при простом КШМ и МШВ = 2.МП для главного шатуна при наличии прицепного шатуна V-образного двигателя.

Алгебраическая сумма нормальных сил, действующих на шейку Z’ равна . Графически величину силы можно определить по кривой Z=f(j) (рис. 6, 7), сместив ось ординат на величину СШВ.